CO2冷風(fēng)機換熱性能仿真及實驗研究

申江 邊煜竣 黃冰

(天津商業(yè)大學(xué)天津市制冷技術(shù)重點實驗室 天津 300134)

CO2冷風(fēng)機換熱性能仿真及實驗研究

申江 邊煜竣 黃冰

(天津商業(yè)大學(xué)天津市制冷技術(shù)重點實驗室 天津 300134)

本文利用穩(wěn)態(tài)分布參數(shù)法對冷風(fēng)機建立仿真模型，并利用冷風(fēng)機性能實驗臺對冷風(fēng)機樣機進行實驗研究，利用實驗研究與數(shù)值模擬相結(jié)合的方法，對冷風(fēng)機換熱性能進行分析研究。在校準箱內(nèi)溫度為-25～0℃范圍內(nèi)，循環(huán)倍率在2～5范圍內(nèi)變化時，冷風(fēng)機總換熱系數(shù)隨著校準箱溫度的升高而增大;制冷工質(zhì)為CO2時冷風(fēng)機的制冷量明顯高于制冷工質(zhì)為NH3時，在校準箱內(nèi)溫度為0℃時高42%，-20℃時高26%;管內(nèi)側(cè)壓降隨著循環(huán)倍率的增大而增大;換熱系數(shù)隨著循環(huán)倍率的增大先增大后逐漸減小，在循環(huán)倍率為3左右時，換熱系數(shù)達到最大。仿真結(jié)果與測試結(jié)果趨勢相同，但存在一定誤差。模擬計算得出NH3換熱系數(shù)值與測試結(jié)果的誤差約為16%，CO2換熱系數(shù)值與測試結(jié)果的誤差約為8%。

換熱系數(shù);管內(nèi)壓降;校準箱溫度;循環(huán)倍率

AbstractIn this study a cooling-fan simulation model was established using the steady-state distributed parameter method，and the performance of a cooling-fan prototype was tested in an air-blower performance test rig.Further，a cooler heat transfer performance analysis was conducted based on the experimental data and numerical simulation.For a temperature calibration of-25-0℃and a circulation rate varying in the range of 2-5，it was found that the total heat transfer coefficient increases with increasing calibration-box temperature.When the refrigerant is CO2， the cooling capacity of the cooling fan is obviously higher than that for an NH3refrigerant.Further， the cooling capacity is 42%higher when the temperature in the tank is 0℃and 26%higher for a tank temperature of-20℃.The pressure drop of inner side of the tube increases with increases in the circulation rate.Further，the heat transfer coefficient first increases and then decreases with increases in the circulation rate.The circulation ratio is approximately 3，corresponding to the maximum change in the thermal coefficient.The simulation results exhibit the same trend as the test results，but some errors exist.The error of heat transfer coefficient between the numerical and test results is approximately 16%for the NH3system，and approximately 8%for the CO2system.

Keywordsheat transfer coefficient;pressure drop inside the tube;calibration temperatures;circulation rate

冷風(fēng)機在制冷系統(tǒng)中作為蒸發(fā)器，依靠軸流風(fēng)機使冷庫內(nèi)空氣與排管翅片發(fā)生強制對流換熱，實現(xiàn)冷卻降溫的效果。與傳統(tǒng)頂排管相比，具有1)傳熱效率高:由于采用銅管(或者鋼管)與翅片緊密接觸，管片成為一體，大大增加了換熱面積，從而使傳熱效率增高;2)防腐性能優(yōu)異:冷風(fēng)機采用熱浸鋅防腐，是電鍍防腐性能的10倍至15倍;3)能耗小、噪音低;4)結(jié)構(gòu)型式多:冷風(fēng)機型式有落地頂吹式、落地上側(cè)吹風(fēng)式、落地平吹式、吊頂式、拼裝式等;5)適用范圍廣:可廣泛應(yīng)用于肉、蛋、瓜果、蔬菜、海產(chǎn)品等冷庫內(nèi)。冷風(fēng)機的性能對制冷系統(tǒng)的運行與冷庫內(nèi)食品品質(zhì)都會造成十分重要的影響[1-2]。

然而，目前我國對CO2冷風(fēng)機性能的研究還相對較少。當(dāng)前在工程上選型計算所使用的方法均是按照冷風(fēng)機的標牌名義制冷量上乘以一定系數(shù)，這種選型方式會導(dǎo)致CO2冷風(fēng)機的選型誤差，也不能保證CO2冷風(fēng)機能一直處于高效的運行工況[3]。

隨著現(xiàn)代計算機科學(xué)與技術(shù)的發(fā)展，以冷風(fēng)機內(nèi)部傳熱傳質(zhì)機理作為理論依據(jù)，用計算機仿真計算方法來實現(xiàn)冷風(fēng)機性能預(yù)測和產(chǎn)品開發(fā)，不僅降低對實際樣機測試的依賴程度，還可大大提高冷風(fēng)機性能預(yù)測的效率和準確性，因此冷風(fēng)機性能的仿真研究已經(jīng)成為現(xiàn)代產(chǎn)品設(shè)計的主要發(fā)展方向。

P.Jostein等[4-7]對CO2在微通道內(nèi)的蒸發(fā)過程進行了理論分析和實驗研究，并對蒸發(fā)過程流型變化進行了可視化研究與分析，其實驗段由25個圓形的通道組成，其中每個通道的內(nèi)徑為0.79 mm。主要研究內(nèi)容為質(zhì)量流速、蒸發(fā)溫度及熱流密度等因素對換熱系數(shù)的影響。

J.Patino等[8]對多篇文獻中CO2兩相區(qū)管內(nèi)流動沸騰換熱計算公式進行總結(jié)，并建立數(shù)學(xué)模型進行仿真計算，讓其結(jié)果與實驗值進行對比分析，發(fā)現(xiàn)用Cheng Lixin等[9-10]的流型圖法計算結(jié)果誤差最小，對CO2制冷能力的計算誤差為8.4%，對制冷工質(zhì)出口溫度的計算誤差為0.2%，制冷工質(zhì)出口壓力的計算誤差為0.4%。

Sun Z.等[11-13]對在水平管內(nèi)CO2蒸發(fā)過程中流動的沸騰換熱特性、流型變化及換熱關(guān)聯(lián)式進行研究，對CO2蒸發(fā)時干涸的預(yù)測以及在干涸發(fā)生前、后及干涸區(qū)三個流動區(qū)域的換熱計算均分別建立了模型。

1 仿真模型及實驗裝置

考慮到制冷工質(zhì)在管內(nèi)的蒸發(fā)換熱過程為相變換熱，同時為了更好的反映冷風(fēng)機的實際換熱情況，根據(jù)制冷工質(zhì)在蒸發(fā)器內(nèi)的實際流動及換熱狀態(tài)對冷風(fēng)機建立仿真計算模型，并分析確定制冷劑狀態(tài)參數(shù)，當(dāng)制冷劑在蒸發(fā)器內(nèi)處于過熱時，將蒸發(fā)器模型進行分區(qū)，并在各區(qū)內(nèi)采用穩(wěn)態(tài)分布參數(shù)法進行計算。為了簡化模型計算并方便模型建立，進行以下假設(shè):1)冷風(fēng)機內(nèi)制冷劑為穩(wěn)態(tài)運行;2)管內(nèi)側(cè)制冷工質(zhì)及管外濕空氣的流動均為一維穩(wěn)態(tài)流動;3)管內(nèi)工質(zhì)和管外濕空氣在各點的流量不隨時間發(fā)生變化，流量均勻分布;4)換熱管管壁徑向溫度近似一致，即忽略換熱管管壁的傳熱熱阻;5)所有熱量均在制冷工質(zhì)跟空氣間進行，忽略軸向傳熱;6)對于沿管長方向的每個控制單元，其濕空氣側(cè)、制冷工質(zhì)側(cè)以及管壁上的物性參數(shù)均近似一致。

根據(jù)冷風(fēng)機實際的結(jié)構(gòu)參數(shù)，每一個管程的換熱管及其翅片均作為一個單獨的控制單元進行仿真計算。將每個管程的管長均分成八排，前一排出口狀態(tài)參數(shù)作為下一排進口狀態(tài)參數(shù)。在兩相區(qū)內(nèi)，單個控制單元根據(jù)制冷劑CO2的流動方向進行劃分，由于兩相區(qū)內(nèi)制冷劑焓值和壓降變化幅度較大，因此在兩相區(qū)內(nèi)按照干度將管長分成N個控制單元。在過熱區(qū)，制冷劑的溫度變化較大，在此階段將按照剩余的管長劃分成M個控制單位，采用同樣的方法進行計算。最后將各個微元控制體的傳熱模型疊加，得到完整的傳熱模型。即可得到局部傳熱系數(shù)、傳熱系數(shù)、管內(nèi)壓降、制冷量等參數(shù)的變化趨勢。控制單元的劃分如圖1所示。

圖1 控制單元的劃分Fig.1 Division of the control-unit

在每個控制單元內(nèi)，制冷劑側(cè)的沸騰換熱過程與空氣側(cè)的冷卻過程遵循能量守恒定律。其中，制冷劑側(cè)的換熱方程為:

相對應(yīng)的，空氣側(cè)的換熱方程為:

制冷劑側(cè)的換熱量與空氣側(cè)的換熱量的轉(zhuǎn)換關(guān)系為:在冷風(fēng)機性能測試實驗過程中，制冷劑在換熱管內(nèi)沸騰換熱，不只是吸收冷庫內(nèi)的熱負荷，同時還吸收換熱管管壁等其他裝置的熱負荷，從而造成制冷劑側(cè)的換熱量與空氣側(cè)的換熱量不可能完全相等。根據(jù)相關(guān)的文獻和大量的實驗數(shù)據(jù)，可得到兩者的關(guān)聯(lián)式，如式(3)所示:

式中:r根據(jù)運行工況確定，本文取值0.9。

冷風(fēng)機的總傳熱系數(shù)的計算公式與空氣側(cè)工況有關(guān)。空氣側(cè)工況大致分為三類:干工況(露點溫度以上的工況)、凝露的工況以及結(jié)霜的工況。因此應(yīng)用于制冷系統(tǒng)中的冷風(fēng)機，在仿真計算和實驗研究的過程中為干工況，總傳熱系數(shù)的計算公式如下:

干工況:

實驗所用制冷系統(tǒng)為泵供液NH3制冷系統(tǒng)中和NH3做制冷劑CO2做載冷劑的載冷循環(huán)系統(tǒng)。系統(tǒng)原理如圖2所示。

圖2 系統(tǒng)原理Fig.2 The principle of refrigeration system

當(dāng)采用NH3泵供液制冷循環(huán)時，打開截止閥9、12、15，關(guān)閉截止閥 8、17、20，經(jīng)過液體調(diào)節(jié)站后NH3液體分為兩路，一路供環(huán)境間制冷系統(tǒng)，另一路供被測冷風(fēng)機22。低壓循環(huán)桶11中的液NH3通過循環(huán)泵13后向被測冷風(fēng)機供液，換熱后氣液兩相的NH3回到氣液分離器進行氣液分離，分離后的氣體部分經(jīng)過熱器過熱后進入壓縮機，開始下一次循環(huán)。

當(dāng)采用CO2載冷循環(huán)制冷系統(tǒng)時，打開截止閥8、17、20，關(guān)閉截止閥 9、12、15，氨高壓儲液器 4 出來的液NH3分成兩路，分別向環(huán)境間和冷凝蒸發(fā)器6供液。在冷凝蒸發(fā)器中，節(jié)流后的低溫NH3液體與CO2進行換熱。冷凝后的CO2進入儲液器16，然后經(jīng)CO2泵進入被測冷風(fēng)機22進行蒸發(fā)換熱。從被測冷風(fēng)機出來的CO2進入冷凝蒸發(fā)器6被冷凝后進入儲液器開始下一循環(huán)。仿真計算及實驗工況如表1和表2所示，所用冷風(fēng)機結(jié)構(gòu)參數(shù)見表3。

表1 不同校準箱溫度時的實驗工況Tab.1 Experimental operating conditions under different calibration temperature

表2 不同循環(huán)倍率時的實驗工況Tab.2 Experimental operating conditions under different circulating ratios

實驗測試所用冷風(fēng)機為煙臺冰輪股份有限公司的實驗樣機，以通過實驗方式準確測量冷風(fēng)機實際性能。實驗用冷風(fēng)機材料為鋁管鋁翅片，換熱管布置為叉排，主要結(jié)構(gòu)尺寸的具體參數(shù)如表3所示。

表3 冷風(fēng)機結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.3 The structural parameters of air coolers

2 實驗結(jié)果分析及與仿真結(jié)果對比

實驗過程中，在不同工況下對冷風(fēng)機風(fēng)量和風(fēng)速進行測定，測量結(jié)果顯示風(fēng)量和風(fēng)速分別在12 000 m3/h、2.4 m/s左右變化，波動范圍≤5%，故冷風(fēng)機風(fēng)量和風(fēng)速按以上測定值計算。

圖3給出了制冷工質(zhì)分別為NH3和CO2時，冷風(fēng)機制冷量隨校準箱溫度的變化情況。由圖可知，在校準箱溫度為-25～0℃范圍內(nèi)，冷風(fēng)機制冷量隨著校準箱內(nèi)溫度的降低而減小，符合制冷系統(tǒng)的經(jīng)典規(guī)律。制冷工質(zhì)為NH3時，變化范圍在11.83～12.88 kW，制冷量的下降梯度較小;制冷工質(zhì)為CO2時，變化范圍在15.3～18.29 kW，制冷量的下降梯度較大。制冷工質(zhì)為CO2時冷風(fēng)機的制冷量明顯高于制冷工質(zhì)為NH3時，在校準箱內(nèi)溫度為0℃時高42%，-20℃時高26%，實驗溫度范圍內(nèi)換熱系數(shù)平均高35%左右。分析其原因，在其他條件相同的情況下，管內(nèi)CO2流動沸騰換熱系數(shù)明顯高于NH3，且CO2的蒸發(fā)潛熱也明顯大于NH3的值。

圖3 制冷量隨校準箱溫度的變化Fig.3 The refrigerating capacity change over the calibration temperature

對不同校準箱溫度下冷風(fēng)機換熱性能進行仿真模擬計算，并將仿真計算結(jié)果與測試數(shù)據(jù)進行對比，結(jié)果如圖4所示。由圖可知，仿真與實驗中換熱系數(shù)均隨著校準箱內(nèi)溫度的升高而增加，變化趨勢相似且仿真模擬結(jié)果均比實驗結(jié)果偏大。制冷工質(zhì)為NH3時，仿真計算結(jié)果顯示換熱系數(shù)在30.08～31.85 W/(m2·K)范圍內(nèi)變化，實驗結(jié)果顯示換熱系數(shù)在25.32～27.25 W/(m2·K)范圍內(nèi)變化，仿真計算結(jié)果與實驗測試誤差為18%左右。制冷工質(zhì)為CO2時，換熱系數(shù)在28.73～30.82 W/(m2·K)范圍內(nèi)變化，不同計算式的計算結(jié)果誤差并不相同，其中D.S.Jung等[14-16]計算公式的仿真結(jié)果最為相近，與實驗結(jié)果誤差小于16%，用S.H.Yoon等[17]的計算公式的仿真結(jié)果與實驗結(jié)果相比平均誤差為15%左右，用Cheng Lixin等[9-10]的流型圖法的仿真模型計算結(jié)果與測試結(jié)果誤差為9%左右。由幾種CO2計算公式模擬結(jié)果對比可知，在CO2管內(nèi)流動沸騰換熱關(guān)聯(lián)式中，流型圖法計算結(jié)果誤差最小。經(jīng)過以上分析，本文選用精度較高的流型圖法作為CO2管內(nèi)流動換熱系數(shù)計算方法。

分析所有仿真模擬的結(jié)果均比實驗結(jié)果偏大的原因可能是在工程實踐中，由于冷風(fēng)機內(nèi)換熱管的脹接和焊接中操作不符合工藝等導(dǎo)致?lián)Q熱管與翅片間不完全接觸，從而產(chǎn)生接觸熱阻;在冷風(fēng)機長期使用過程中換熱管內(nèi)可能存在污垢，產(chǎn)生污垢熱阻;在換熱器實際運行過程中，制冷工質(zhì)中夾帶油從而降低了制冷工質(zhì)管內(nèi)換熱。而以上這些原因在仿真模型計算中均沒有充分考慮，從而導(dǎo)致仿真模擬計算出的冷風(fēng)機換熱系數(shù)大于實驗測量計算得出的冷風(fēng)機的換熱系數(shù)。

管內(nèi)側(cè)壓降隨循環(huán)倍率的變化趨勢如圖5可知。由圖可知，仿真和實驗結(jié)果相似，載冷循環(huán)的循環(huán)倍率在2～5范圍內(nèi)變化時，隨著循環(huán)倍率的增加，管內(nèi)制冷工質(zhì)質(zhì)量流量和壓降均逐漸增加，兩者誤差約為30%。誤差較大的原因:一方面仿真模擬過程中，為方便計算對實際情況做了理想化的前提假設(shè)，與實際情況有所不同;另一方面，實驗用冷風(fēng)機中換熱管內(nèi)表面不光滑、有一定粗糙度，管內(nèi)工質(zhì)不純混入潤滑油等因素。

圖4 不同校準箱溫度時仿真模擬結(jié)果與實驗數(shù)據(jù)對比Fig.4 Comparison of simulation results and experiment data under different calibration temperatures

圖5 管內(nèi)側(cè)壓降隨循環(huán)倍率的變化Fig.5 Change of pressure drop inside the tube over the circulate ratio

圖6所示為不同循環(huán)倍率時冷風(fēng)機換熱系數(shù)的模擬與實驗結(jié)果。制冷工質(zhì)為NH3及CO2時的變化趨勢相似，當(dāng)循環(huán)倍率在2～5范圍內(nèi)變化時，實驗測試結(jié)果顯示:隨著循環(huán)倍率的增加，換熱系數(shù)先升高后下降，在循環(huán)倍率為3有最大值;模擬結(jié)果顯示隨著循環(huán)倍率的增加冷風(fēng)機換熱系數(shù)先增大后趨于穩(wěn)定，在循環(huán)倍率超過3時，換熱系數(shù)增加梯度相對較小，其絕對值趨于穩(wěn)定。模擬結(jié)果與實驗結(jié)果的差異主要是因為在仿真模型中計算換熱系數(shù)時忽略了因為管內(nèi)壓降引起的管內(nèi)制冷工質(zhì)溫度的降低。

圖6 換熱系數(shù)隨循環(huán)倍率的變化Fig.6 Change of heat transfer coefficient over the circulate ratio

3 結(jié)論

本文對冷風(fēng)機的換熱性能進行了建模分析與實驗測試得出以下結(jié)論:

在校準箱內(nèi)溫度為-25～0℃范圍內(nèi)，載冷系統(tǒng)多倍供液，工質(zhì)分別為NH3與CO2時均顯示:1)冷風(fēng)機總換熱系數(shù)隨著校準箱溫度的升高而增大;2)載冷循環(huán)的循環(huán)倍率在2～5范圍內(nèi)變化時，管內(nèi)側(cè)壓降隨著循環(huán)倍率的增大而增大;3)當(dāng)循環(huán)倍率在2～5范圍內(nèi)變化時，換熱系數(shù)隨著循環(huán)倍率的增大先增大后逐漸減小，在循環(huán)倍率為3左右時，換熱系數(shù)達到最大。

通過對仿真模擬計算結(jié)果與測試結(jié)果的對比分析可知，仿真結(jié)果與測試結(jié)果趨勢相同，但存在一定誤差。模擬計算得出NH3換熱系數(shù)值與測試結(jié)果的誤差為16%左右，CO2換熱系數(shù)值與測試結(jié)果的誤差為8%左右。總體來說，計算值與實驗值的變化趨勢基本相同，二者吻合程度較高，表明仿真計算模型對實驗工況變化引起的冷風(fēng)機換熱性能變化具有較好的仿真能力，可以滿足工程上的應(yīng)用。

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Simulation and Experimental Study on Heat Transfer Performance of CO2Air Cooler

Shen Jiang Bian Yujun Huang Bing
(Refrigeration Key Laboratory of Tianjin， Tianjin University of Commerce， Tianjin， 300134， China)

TB657;TP391.9

A

2016年11月2日

0253-4339(2017)05-0051-06

10.3969/j.issn.0253-4339.2017.05.051

邊煜竣，男，碩士研究生，天津商業(yè)大學(xué)機械工程學(xué)院，13682126797，E-mail:424381844@qq.com。 研究方向:二氧化碳制冷。

About the corresponding authorBian Yujun， male， graduate， School of Mechanical Engineering，Tianjin University of Commerce， +86 13682126797， E-mail:424381844@qq.com.Research fields:energy saving and optimization of refrigeration system.